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Strömungskupplung, insbesondere für Antriebe mit Elektromotor
Die Erfindung betrifft eine Strömungskupplung mit einer zum zeitweisen selbsttätigen Entleeren des Arbeitsraumes dienenden Kammer, die zumindest zu einem wesentlichen Teil von mit dem Pumpenrad umlaufenden Wänden gebildet wird und vorzugsweise einen Aussendurchmesser gleich dem mittleren Durch- messer der Pumpenradbeschaufelung und von ihrem radial äusseren Bereich zum Arbeitsraum führende und zum Entleeren der Kammer dienende Entleeröffnungen aufweist.
Im Stillstand der Kupplung fliesst hiebei ein Teil der Arbeitsflüssigkeit in den gerade am tiefsten liegenden Bereich der Kammer ab, so dass während des nachfolgenden Anlaufvorganges die nur noch teilweise Füllung des Arbeitsraumes eine geringere Kraftübertragungsfähigkeit der Kupplung und demzufolge eine nur geringere Anfahrbelastung für den Antriebsmotor zur Folge hat. Auf Grund dieses weichen Anlaufvorganges ist diese Kupplungsbauart für unter Last anlaufende Antriebe, wie z. B. für elektromotorische Antriebe im Bergbau, vorzugsweise für solche mit Kurzschlussläufermotor, besonders geeignet.
Da während des Anlauf Vorganges die Drehzahl des Pumpenrades und damit der umlaufenden Kammer steigt, entleert sich diese unter der Wirkung der Fliehkraft über die Entleeröffnungen allmählich ganz oder grösstenfalls in den Arbeitsraum, bis dieser seine für den jeweiligen Anwendungsfall gewählte Betriebsfüllung erlangt und die Kupplung nunmehr ihre volle Übertragungsfähigkeit erreicht hat. Um diesen Vorgang auf einen günstigen Motor-Drehzahlbereich zu beschränken, hat man bereits die Entleeröffnungen mit in Abhängigkeit von der Pumpenraddrehzahl gesteuerten Ventilen versehen, die erst oberhalb einer bestimmtenPumpenraddrehzahl den Durchfluss durch die Entleeröffnungen freigeben.
Des weiteren hat man diese Kupplungsbauart dadurch ergänzt, dass die Kammer mit am radial inneren Bereich des Arbeitsraumes angeschlossenen, oberhalb bestimmter Schlupfwerte der Strömung im Arbeitsraum ausgesetzten Rücklaufkanälen versehen wurde, die ein Füllen der Kammer auch bei laufendem Pumpenrad bewirken.
Die dadurch erzielte Teilentleerung des Arbeitsraumes erfolgt - im Gegensatz zu der eingangs beschriebenen statischen Teilentleerung des Arbeitsraumes bei und kurz vor Kupplungsstillstand - dynamisch und ist ebenfalls erwünscht, um z. B. bei blockierter Abtriebsseite der Kupplung den weiterlaufenden Motor vor Überlastung zu schützen. Schliesslich hat man auch diese Rücklaufkanäle mit einer in Abhängigkeit von der Pumpen'addrehzahl arbeitenden Steuereinrichtung versehen, durch die die Rücklaufkanäle bei unteren Drehzahlen geöffnet und bei oberen Drehzahlen geschlossen werden.
Die vorgenannten Küpplungsbauarten befriedigen jedoch nicht ganz. Denn bei der Ausführung, bei der nur die Entleeröffnungen drehzahlabhängig gesteuert werden, kann zumindest bei 100% Schlupf (. An- fahrpunkt) auf Grund des grossen Verhältnisses von Rücklaufkanal-Querschnitten zu Entleeröffnungs-Querschnitten kein Entleeren der Kammer erfolgen. Eine andersartige Bemessung dieses Querschnittsverhältnisses ist dagegen infolge der dann sehr gross ausfallenden Durchgangsquerschnitte der gesteuerten Entleer- öffnungen technisch schwer zu verwirklichen und auch unwirtschaftlich.
Die weitere Ausführung mit Drehzahlsteuerung sowohl der Entleeröffnungen als auch der Riicklaufkanäle erfordert in jedem Falle einen erheblichen Bauaufwand, ganz abgesehen davon, dass hier die zwei Steuerungen eine erhöhte Gefahr für Störungen darstellen (z. B. Störungen auf Grund von Ölverschmutzung) und sich beide Steuerungen auch nur schwierig aufeinander abstimmen lassen.
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Schliesslich ist auch schon eine Strömungskupplung ähnlicher Bauart vorgeschlagen worden, bei der eine umlaufende Kammer mit ungesteuerter Entleeröffnung sowie mit Rücklaufkanälen vorgesehen ist, wobei letztere aus dem ungesteuerten inneren Laufradspalt zwischen Pumpen- und Turbinenrad sowie aus zusätzlichen, mittels fliehkraftbetätigter Steuerklappen verschliessbaren Öffnungen bestehen. Auch hier kann sich die Kammer bei 100% Schlupf nicht entleeren, weil als Entleeröffnung der äussere Laufradspalt benutzt wird, in dem aber bei grossem Schlupf der hohe arbeitsraumseitige Gegendruck das Entleeren der
Kammer verhindert.
Ausserdem bedingt der stets offene innere Laufradspalt ein dauerndes Rückfüllen in die Kammer, u. zw. auch bei geschlossenen Steuerlappen, so dass eine Entleerung der Kammer sogar bei geringerem
Gegendruck am äusseren Laufradspalt noch nicht möglich ist. Aus diesem Grunde ist mit dieser Kupplung nicht jene gesteigerte Drehmomentübertragungsfähigkeit erreichbar, die in der Regel zum Überwinden des Losbrechmomentes der stillstehenden Arbeitsmaschine erforderlich ist.
Durch die Erfindung sollen nun die vorgenannten Nachteile an einer Kupplungsausführung mit um- laufender Kammer, mit mindestens einer ungesteuerten Entleeröffnung sowie mit mindestens einem am
Arbeitsraum angeschlossenen und dem Staudruck der dortigen Ringströmung ausgesetzten Rücklaufkanal mit in Abhängigkeit von den Pumpenraddrehzahlen arbeitender Regelvorrichtung zum Vermindern des
Durchgangsquerschnittes vermieden werden.
Erfindungsgemäss geschieht dies dadurch, dass die Entleer- öffnung in an sich bekannter Weise an einer solchen Stelle des Arbeitsraumes angeschlossen ist, dass zu- mindest bei einem Kupplungsschlupf von 100% (Turbinenrad stillstehend) ein Flüssigkeitsaustritt aus der
Kammer durch die Entleeröffnung möglich ist, dass ausserdem die Regelvorrichtung derart ausgelegt ist, dass sämtliche Rücklaufkanäle bei den oberen Pumpenraddrehzahlen ganz geschlossen sind, und dass ferner die Durchflussquerschnitte aller Entleeröffnungen und aller geöffneten Rücklaufkanäle so bemessen sind, dass zumindest bei grossem Kupplungsschlupf die durch alle Rücklaufkanäle in die Kammer einströmende Flüssigkeitsmenge grösser ist als die durch alle-Entleeröffnungen ausströmende Flüssigkeitsmenge.
Die Anschlussstelle der Entleeröffnungen am Arbeitsraum soll also so gewählt sein, dass die bei hundertprozentigem Schlupf besonders intensive Ringströmung den Flüssigkeitsaustritt aus der Kammer in den Arbeitsraum nicht verhindert. Das wird insbesondere durch eine Anordnung der Entleeröffnungen auf mittlerem Durchmesser der Pumpenradbeschaufelung erreicht.
Eine Kupplungsausführung nach der Erfindung ist gegenüber Strömungskupplungen mit Steuerung sowohl der Entleeröffnungen als auch der Rücklaufkanäle einfacher und billiger herstellbar ; ausserdem lassen sich dieSchaltpunkte mitwenigerAufwand einstellen, zumai ein gegenseitiges Abstimmen der Schaltpunkte-zweier Steuerungen nicht erforderlich ist. Überdies ist die Störanfälligkeit wegen der geringeren Anzahl der Steuerelemente kleiner.
Ferner lässt sich mit der erfindungsgemässen Kupplung eine vollauf befriedigende und der beschriebenendoppelsteuerung zumindestebenbürtige Steuerfunktion erreichen, die eine wirkungsvolle Entlastung des Motors sowohl bei wiederholtem, auch. schnell aufeinanderfolgendem Anfahren des Antriebes aus dem Stillstand und unteren Drehzahlen heraus als auch bei durch Spannungsabfall geschwächtem Motor während starken Abbremsens oder Blockierens des Turbinenrades sicherstellt.
Voraussetzungen für das dynamische Teilentleeren des Arbeitsraumes sind erstens ein ausreichend grosser Kupplungsschlupf, da nämlich nur hiebei die am Arbeitsraum angeschlossenen Rücklaufkanäle mit dem erforderlichen Staudruck beaufschlagt sind, und zweitens das Unterschreiten einer bestimmten Drehzahl des Pumpenrades, weil sich erst dann die Rücklaufkanäle öffnen. Sind diese beiden Bedingungen erfüllt, so wird Arbeitsflüssigkeit aus dem Arbeitsraum in die Kammer gedrängt, u. zw. in grösserer Menge als auf Grund der Fliehkraft aus der Kammer durch die Entleeröffnungen wieder ausströmen kann, so dass sich die Kammer trotz dauernd offener Entleeröffnungen füllt.
Für Antriebe mit Kurzschlussläufermotor, für die die erfindungsgemässe Kupplung in erster Linie in Frage kommt, wird nach einer Weiterbildung eine solche Auslegung der Regelvorrichtung zum Steuern der Rücklaufkanäle vorgeschlagen, dass die Schaltdrehzahl zum Schliessen der Rücklaufkanäle (diese Schaltdrehzahl sei nachstehend als obere Schaltdrehzahl bezeichnet) zwischen der Motor-Kippdrehzahl und der Motor-Nenndrehzahl und die Schaltdrehzahl zum Öffnen der Rücklaufkanäle (untere Schaltdrehzahl) bei oder nahe bei der Motor-Kippdrehzahl liegt.
Sofern zwischen Antriebsmotor und Strömungskupplung eine Über- oder Untersetzung eingebaut ist, gelten bei der vorstehenden Definition an Stelle der Motor-Kippdrehzahl und der Motor-Nenndrehzahl die hiemit proportionalen entsprechenden Werte der Pumpenraddrehzahlen. Diese Auslegung lässt sich beispielsweise durch eine entsprechende Bemessung und Anordnung der Fliehgewichte und der zugehörigen Rückstellfedern erreichen und ermöglicht es, dass beim Anlaufen des Antriebes der Motor entlastet bis
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nahe an seine Nenndrehzahl hochläuft und dass erst dann das Nachfüllen des Arbeitsraumes erfolgt.
Wird später-etwa infolge zu grosser Last auf der Abtriebsseite - der Motor in seiner Drehzahl bis auf den un- teren Schaltpunkt in der Nähe des Motor-Kippunktes heruntergedrückt, so öffnet die Regelvorrichtung die
Rücklaufkanäle wieder, der Arbeitsraum entleert sich teilweise und der Motor wird wieder entlastet. Auf diese Weise kann der Motor nur bis in die Nähe des Kippunktes herabgedrückt und damit nicht weiter als zulässig in das Gebiet höherer Stromaufnahme gedrängt werden. Weitere Erläuterungen dieser Arbeits- weise sind aus dem an späterer Stelle beschriebenen Betriebsdiagramm der Kupplung nach Fig. 11 ersicht- lich..
Eine weitere Verbesserung besteht in der Ausbildung der Regelvorrichtung derart, dass beim Erreichen der Schaltdrehzahlen sofort ein vollständiges Schliessen bzw. ein vollständiges Öffnen der Rücklaufkanäle erfolgt, beispielsweise dadurch, dass nach Art eines labilen Reglers bei Erreichen der Schaltdrehzahlen die Fliehkraft der Fliehgewichtkörper stärker zu-bzw. abnimmt als die Federkraft der entsprechend weich gewählten Rückstellfeder (Scimappeffekt). Eine solche Ausbildung lässt ohne weiteres die erforderliche
Schalthysterese erreichen, zumal dann, wenn die Regelvorrichtung zwecks Steigerung der Schaltsicher- heit für ein möglichst reibungsfreies Arbeiten ausgebildet wird, d. h. wenn gleitende Flächen an den Be- wegungselementen möglichst vermieden und die Reibungskräfte möglichst gering gehalten werden.
Weitere Merkmale der Erfindung seien nachstehend an Hand mehrerer in den Zeichnungen darge- stellter Ausführungsbeispiele erläutert. Hiebei stellen dar : Fig. l einen Längsschnitt einer erfindungsge- mässen Strömungskupplung, die Fig. 2 und 3 je einen Ausschnitt aus Fig. l, jedoch mit nahe den Entleer- öffnungen vorgesehenen Abweiselementen sowie (Fig. 2) mit einer Leitwand für die Rücklaufkanäle, Fig. 4 einen Teil der Stirnansicht des Pumpenrades mit Entleeröffnung, Fig. 5 einen Zylinderschnitt durch die
Pumpenradnabe mit Einbauten vor den Steuerschiebern, Fig. 6 eine Ansicht der als Fliehgewichtsschalter ausgebildeten Regelvorrichtung mit einem hiedurch gesteuerten Drehschieber für die Rücklaufkanäle,
Fig. 7 den Drehschieber teils im Längsschnitt, teils in Ansicht, die Fig.
8 und 9 weitere Einzelheiten des
Drehschiebers, Fig. 10 ein Diagramm für den Verlauf der Fliehkraft und der Federkraft des Fliehkraft- schalters und Fig. 11 ein Drehmoment-Drehzahldiagramm für das Zusammenarbeiten von Motor und Strömungskupplung.
Gemäss Fig. 1 treibt der angedeutete Kurzschlussläufer-Elektromotor l über die elastische Kupplung 2 das Pumpenrad 3 der Strömungskupplung an, deren Turbinenrad 4 das übertragene Dreh- moment über die Abtriebswelle 5 an eine anzutreibende Arbeitsmaschine, beispielsweise an einen Grubenkettenförderer abgibt. Mit dem Pumpenrad 3 läuft die Mitnehmerschaufeln 6a aufweisende und in radialer Richtung etwa bis zum mittleren Durchmesser der Pumpenradbeschaufelung 3a sich erstreckende Kammer 6 um. Mit 7 ist der vom Pumpenrad 3 und Turbinenrad 4 gebildete Arbeitsraum bezeichnet, in den von dem radial äusseren Bereich der Kammer 6 mehrere achsparallele Entleeröffnungen 8 führen.
Durch den ringförmigen Ansatz 9 am Pumpenrad wird radial innerhalb des Pumpenrades 3 ein Stauraum 10 gebildet, in dem sich bei mittlerem und grossem Kupplungsschlupf - in diesem Falle verläuft die Ringströmung etwa gemäss dem strichliert eingezeichneten Pfeil 11 - ein Teil der zirkulie-renden Flüssigkeit anstaut. Sofern ausserdem die an der Rückwand 10a des Stauraumes 10 angeordneten Drehschieber 12 geöffnet sind, was bei allen Pumpenraddrehzahlen unterhalb der entsprechenden Schaltdrehzahl der Fall ist, kann zufolge des Staudruckes im Stauraum 10 Flüssigkeit durch die geöffneten Drehschieber 12 hindurch in die Kammer 6 gelangen.
Da die Durchtrittsquerschnitte aller Entleeröffnungen 8 und aller geöffneten Drehschieber 12 so gewählt sind, dass von einem bestimmten Schlupfwert ab mehr Flüssigkeit durch die Rücklaufkanäle (Stauraum 10 und Drehschieber 12) in die Kammer 6 eintritt als aus dieser auf Grund der Fliehkraft durch die Entleeröffnungen 8 entweicht, wird sich die Kammer 6 füllen.
Auf diese Weise wird bei mittlerem und grossem Kupplungsschlupf und bei Pumpenraddrehzahlen unterhalb der jeweiligen Schaltdrehzahl dem Arbeitsraum 7 ein Teil der Arbeitsflüssigkeit entzogen und infolgedessen das Kraftübertragungsvermögen der Kupplung in erwünschter Weise vermindert. Diese bei laufender Kupplung erfolgende Teilentleerung des Arbeitsraumes 7 erfolgt somit auf dynamische Weise. Der Arbeitsraum 7 kann sich aber auch bei Stillstand der Kupplung auf statische Art teilentleeren, indem die Kupplungsflüssigkeit auf Grund der Schwerkraft in allen miteinander in kommunizierender Verbindung stehenden Räumen einen gleichhohen Flüssigkeitsstand einnimmt, wobei sie teils durch die Entleeröffnungen 8, teils durch die offenen Drehschieber 12 aus dem Arbeitsraum in die Kammer 6 gelangt.
Infolgedessen ist auch beim Beginn des Anfahrens der Kupplung aus dem Stillstand heraus der Ar-
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imDiese Ausbildung der Steuereinrichtung ergibt ein weitgehend reibungsfreies Arbeiten, da der als Schwenk- gelenk c1ienendeDrehschieber 12 von Auflagerhräften entlastet ist und die Reibung des Wälzlagers 35 unbeachtlich ist. Ausserdem ist der Drehschieber 12 in bezug auf den Flüssigkeitsdruck kraftmässig aus-
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wird nach einem weiteren Vorschlag die bewegliche Steuerkante 40 gemäss Fig. 9 messerartig zuge- schärft.
Fig. 10 zeigt ein Diagramm für den Verlauf der Kraft P1 der Rückstellfeder 36 und der Flieh- kraft P2 des Fliehgewichtkörpers 34, u. zw. in Abhängigkeit von den Radien r des Schwerpunktes des Fliehgewichtkörpers 34 in bezug auf die Kupplungsachse und ausserdem für die obere Schaltdreh- zahl. Wie ersichtlich, wächst mit zunehmendem Radius, ausgehend vom Radius ri, die Fliehkraft P2 mehr an als die Kraft P1 der Rückstellfeder, so dass sich beim Erreichen der oberen Schaltdrehzahl ein sofortiges Durchschalten bis zum vollständigen Schliessen des Drehschiebers 12 und somit ein sogenann- ter Schnappeffekt ergibt. Sinngemäss Gleiches gilt für das Rückschalten bei der unteren Schaltdrehzahl, da dann die Fliehkraft bei radialer Verlagerung des Fliehgewichtkörpers mehr abnimmt als die Feder- kraft.
Das Drehmoment-Drehzahldiagramm nach Fig. 11 veranschaulicht das Zusammenarbeiten der erfin- dungsgemässen Strömungskupplung mit einem Kurzschlussläufermotor. Unter der Annahme einer über- setzungslosen Verbindung des Motors mit dem Pumpenrad stellen die Abszissenwerte sowohl die Pumpen- rad-Drehzahl n, als auch die gleichgrosse Motor-Drehzahl n o ; dar. Die Kurve 41 gibt den Ver- lauf des Motor-Drehmomentes über der Drehzahl an, u. zw. unter der Annahme konstanter Spannung (kein Spannungsabfall).
Beim Anfahren des Motors aus dem Stillstand wächst auf Grund der statischen Teilentleerung und später auf Grund der zusätzlichen dynamischen Teilentleerung des Arbeitsraumes das durch die Kupplung übertragene Drehmoment lediglich entsprechend der unteren etw ? parabolischen Kurve 42 bis zum Erreichen der oberen Schaltdrehzahl o. S. im Punkt A an (stark ausgezogener Linienzug). Nunmehr schliessen die Drehschieber 12, und die Kammer 6 entleert sich in den Arbeitsraum 7, so dass von nun ab das übertragene Kupplungsmoment steiler als bisher nach der Kurve 43 wächst und über Punkt B auf der Motor-Momentenlinie 41 den Punkt C erreicht. Die durch diesen Punkt C verlaufende obere Parabel 44 entspricht dabei der vollen Übertragungsfähigkeit der Kupplung nachBeendigung der Entleerung der Kammer 6.
Die nachfolgenden Vorgänge während des Anfahrens der Arbeitsmaschine vollziehen sich in bekannter Weise.
Bei Spannungsabfall gilt eine schwächere, hier strichliert dargestellte Motorkennlinie 45. Bei Motorstart wird auch jetzt die untere Parabel 42 bis zur oberen Schaltdrehzahl im Punkt A befahren. Nach Schliessen der Drehschieber 12 wächst das übertragene Kupplungsdrehmoment infolge Entleerung der Kammer 6 über Punkt D auf der geschwächten Motorkennlinie bis zu Punkt E an.
Damit ist infolge Motordrückung die untere Schaltdrehzahl u. S. erreicht, die Drehschieber 12 öffnen und das Kupplungsmoment wird entlang der Linie 46 infolge Rückfüllung der Kammer 6 erniedrigt. Dadurch wird der Motor entlastet, und seine Drehzahl steigt wieder bis zur oberen Schaltdrehzahl o. S. im Punkte F an.
Auf Grund der jetzt wieder einsetzenden Entleerung der Kammer 6 belastet die Kupplung den Motor erneut, so dass der beschriebene Kurvenzug F-D-E-46 periodisch befahren wird, wobei jedes Mal das dem Punkt E entsprechende Kippmoment für das Losreissen der Arbeitsmaschine zur Verfügung gestellt wird, jedoch in keinem Fall eine unzulässige Drückung des Motors auf eine Drehzahl wesentlich unterhalb des Kippunktes E erfolgen kann. Ohne diesen Entlastungseffekt würde sich ein Betriebspunkt G dauernd einstellen, der wegen seiner hohen Stromaufnahme und wegen verringertem Drehmoment unerwünscht ist.
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Fluid coupling, in particular for drives with electric motors
The invention relates to a fluid coupling with a chamber serving for the temporary automatic emptying of the working space, which is formed at least to a substantial extent by walls running around the pump wheel and preferably has an outer diameter equal to the mean diameter of the pump wheel blading and from its radially outer area to the working space has leading and serving for emptying the chamber discharge openings.
When the clutch is at a standstill, part of the working fluid flows into the deepest area of the chamber, so that during the subsequent start-up process, the only partial filling of the working space results in a lower power transmission capacity of the clutch and therefore only a lower start-up load for the drive motor Has. Due to this soft start-up process, this type of coupling is suitable for drives starting under load, such as. B. for electromotive drives in mining, preferably for those with squirrel cage motors, particularly suitable.
Since the speed of the pump wheel and thus the rotating chamber increases during the start-up process, it is gradually emptied under the effect of centrifugal force via the drainage openings into the working space, until it reaches the operating level selected for the respective application and the clutch now its has reached full transferability. In order to limit this process to a favorable engine speed range, the drainage openings have already been provided with valves that are controlled as a function of the pump wheel speed and only release the flow through the drainage openings above a certain pump wheel speed.
Furthermore, this type of coupling has been supplemented by providing the chamber with return ducts connected to the radially inner area of the working chamber and exposed above certain slip values to the flow in the working chamber, which cause the chamber to fill even when the pump wheel is running.
The partial emptying of the working area achieved in this way takes place - in contrast to the static partial emptying of the working area with and shortly before the clutch standstill described above - dynamically and is also desirable to, for. B. to protect the running motor from overload when the output side of the clutch is blocked. Finally, these return ducts have also been provided with a control device which works as a function of the pump speed and by means of which the return ducts are opened at lower speeds and closed at higher speeds.
However, the aforementioned Küpplungsbauarten are not entirely satisfactory. Because in the version in which only the emptying openings are controlled as a function of the speed, no emptying of the chamber can take place at least at 100% slip (. Approach point) due to the large ratio of return channel cross-sections to emptying opening cross-sections. A different type of dimensioning of this cross-sectional ratio, however, is technically difficult to implement and also uneconomical due to the very large passage cross-sections of the controlled emptying openings.
The further version with speed control of both the drainage openings and the return channels requires considerable construction effort in any case, quite apart from the fact that here the two controls represent an increased risk of malfunctions (e.g. malfunctions due to oil contamination) and both controls also difficult to coordinate.
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Finally, a fluid coupling of a similar design has also been proposed, in which a circumferential chamber with an uncontrolled drainage opening and with return channels is provided, the latter consisting of the uncontrolled inner impeller gap between the pump and turbine wheel and additional openings that can be closed by centrifugal force-operated control flaps. Here, too, the chamber cannot empty itself at 100% slip because the outer impeller gap is used as the discharge opening, but in which the high counterpressure on the working chamber side causes the discharge of the
Chamber prevented.
In addition, the always open inner impeller gap requires constant backfilling into the chamber, u. between. Also with closed control flaps, so that an emptying of the chamber even with lower
Counterpressure at the outer impeller gap is not yet possible. For this reason, the increased torque transmission capability cannot be achieved with this coupling, which is usually necessary to overcome the breakaway torque of the stationary work machine.
The invention is intended to address the aforementioned disadvantages of a coupling design with a circumferential chamber, with at least one uncontrolled discharge opening and with at least one am
Working chamber connected and exposed to the back pressure of the annular flow there, with a control device working depending on the pump wheel speeds to reduce the
Passage cross-section can be avoided.
According to the invention, this takes place in that the emptying opening is connected in a manner known per se at such a point in the working space that at least with a clutch slip of 100% (turbine wheel stationary), a liquid emerges from the
Chamber through the emptying opening is possible that, in addition, the control device is designed in such a way that all return channels are completely closed at the upper impeller speeds, and that furthermore the flow cross-sections of all emptying openings and all open return channels are dimensioned so that at least in the event of a large clutch slip, the flow through all return channels The amount of liquid flowing into the chamber is greater than the amount of liquid flowing out through all the emptying openings.
The connection point of the emptying openings on the work space should therefore be selected so that the annular flow, which is particularly intense with one hundred percent slip, does not prevent the liquid from escaping from the chamber into the work space. This is achieved in particular by arranging the emptying openings on the mean diameter of the impeller blading.
A coupling design according to the invention is simpler and cheaper to manufacture compared to flow couplings with control of both the drainage openings and the return channels; In addition, the switching points can be set with less effort, since a mutual coordination of the switching points of two controls is not necessary. In addition, there is less susceptibility to failure due to the smaller number of control elements.
Furthermore, with the clutch according to the invention, a completely satisfactory control function, which is at least equal to the described double control, can be achieved, which effectively relieves the load on the motor both with repeated and repeated Ensures rapid successive starting of the drive from standstill and lower speeds as well as when the motor is weakened by a voltage drop during heavy braking or blocking of the turbine wheel.
The prerequisites for dynamic partial emptying of the working area are firstly a sufficiently large clutch slip, since only the return ducts connected to the working area are pressurized with the required dynamic pressure, and secondly, the speed of the pump wheel falling below a certain speed, because only then do the return ducts open. If these two conditions are met, working fluid is forced out of the working space into the chamber, u. can flow out of the chamber through the emptying openings in a larger amount than due to the centrifugal force, so that the chamber fills despite the continuously open emptying openings.
For drives with squirrel cage motors, for which the clutch according to the invention is primarily suitable, a further development proposes such a design of the control device for controlling the return ducts that the switching speed for closing the return ducts (this switching speed is hereinafter referred to as the upper switching speed) between the motor stall speed and the nominal motor speed and the switching speed for opening the return ducts (lower switching speed) is at or close to the motor stall speed.
If a step-up or step-down ratio is installed between the drive motor and the fluid coupling, the corresponding proportional values of the pump wheel speeds apply in the above definition instead of the motor stall speed and the nominal motor speed. This design can be achieved, for example, by appropriate dimensioning and arrangement of the flyweights and the associated return springs and enables the motor to be relieved when the drive starts up
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runs close to its nominal speed and that only then is the working area refilled.
If later - for example due to excessive load on the output side - the speed of the motor is pressed down to the lower switching point near the motor breakdown point, the control device opens the
Return ducts again, the working space is partially emptied and the engine is relieved again. In this way, the motor can only be pushed down to the vicinity of the tipping point and thus not pushed further than permitted into the area of higher power consumption. Further explanations of this mode of operation can be seen in the operating diagram of the clutch according to FIG. 11 described later.
A further improvement consists in the design of the control device in such a way that when the switching speeds are reached, the return ducts are immediately closed or fully opened, for example in that the centrifugal force of the centrifugal weight bodies increases or decreases when the switching speeds are reached, like an unstable controller . decreases as the spring force of the correspondingly softly selected return spring (scimpanzee effect). Such training leaves the necessary without further ado
Achieve switching hysteresis, especially when the control device is designed to work with as little friction as possible in order to increase the switching reliability, i. H. when sliding surfaces on the moving elements are avoided as far as possible and the frictional forces are kept as low as possible.
Further features of the invention are explained below on the basis of several exemplary embodiments shown in the drawings. 1 shows a longitudinal section of a flow coupling according to the invention, FIGS. 2 and 3 each have a section from FIG. 1, but with deflection elements provided near the emptying openings and (FIG. 2) with a guide wall for the return channels , FIG. 4 shows a part of the end view of the pump impeller with the discharge opening, FIG. 5 shows a cylinder section through the
Pump wheel hub with built-in components in front of the control slides, FIG. 6 shows a view of the regulating device designed as a flyweight switch with a rotary slide valve controlled by this for the return ducts,
7 shows the rotary valve partly in longitudinal section, partly in view, FIG.
8 and 9 further details of the
Rotary slide valve, FIG. 10 a diagram for the course of the centrifugal force and the spring force of the centrifugal switch, and FIG. 11 a torque-speed diagram for the interaction of the motor and fluid coupling.
According to FIG. 1, the indicated squirrel cage electric motor 1 drives the pump wheel 3 of the fluid coupling via the elastic coupling 2, the turbine wheel 4 of which delivers the transmitted torque via the output shaft 5 to a driven machine, for example a pit chain conveyor. With the pump wheel 3, the chamber 6, which has driver blades 6a and extends in the radial direction approximately to the mean diameter of the pump wheel blading 3a, rotates. The working space formed by the pump wheel 3 and the turbine wheel 4 is designated by 7, into which a plurality of axially parallel discharge openings 8 lead from the radially outer region of the chamber 6.
The annular projection 9 on the pump wheel forms a storage space 10 radially inside the pump wheel 3, in which part of the circulating fluid accumulates in the event of medium and large clutch slip - in this case the annular flow runs roughly according to the dashed arrow 11. If, in addition, the rotary valves 12 arranged on the rear wall 10a of the storage space 10 are open, which is the case at all pump wheel speeds below the corresponding switching speed, liquid can get through the opened rotary valve 12 into the chamber 6 due to the dynamic pressure in the storage space 10.
Since the passage cross-sections of all emptying openings 8 and all opened rotary valves 12 are selected so that from a certain slip value onwards, more liquid enters chamber 6 through the return channels (storage space 10 and rotary valve 12) than escapes from it through the emptying openings 8 due to the centrifugal force , the chamber 6 will fill up.
In this way, with medium and large clutch slip and with pump impeller speeds below the respective switching speed, part of the working fluid is withdrawn from the working chamber 7 and consequently the power transmission capacity of the clutch is reduced in the desired manner. This partial emptying of the working space 7, which takes place when the clutch is running, thus takes place in a dynamic manner. The working space 7 can also be partially emptied in a static manner when the clutch is at a standstill, in that the clutch fluid, due to gravity, assumes an equal fluid level in all communicating rooms, whereby it is partly through the drainage openings 8 and partly through the open rotary valve 12 enters chamber 6 from the work space.
As a result, when starting the clutch from standstill, the work
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This design of the control device results in largely friction-free operation, since the rotary slide valve 12 acting as a swivel joint is relieved of bearing forces and the friction of the roller bearing 35 is insignificant. In addition, the rotary valve 12 is in terms of force with respect to the fluid pressure.
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According to a further proposal, the movable control edge 40 according to FIG. 9 is sharpened like a knife.
10 shows a diagram for the course of the force P1 of the return spring 36 and the centrifugal force P2 of the flyweight body 34, and the like. between, depending on the radii r of the center of gravity of the flyweight body 34 with respect to the coupling axis and also for the upper switching speed. As can be seen, with increasing radius, starting from the radius ri, the centrifugal force P2 increases more than the force P1 of the return spring, so that when the upper switching speed is reached, an immediate switching through until the rotary valve 12 closes completely and thus a so-called snap effect results. The same applies analogously to downshifting at the lower shift speed, since the centrifugal force then decreases more than the spring force when the centrifugal weight is displaced radially.
The torque-speed diagram according to FIG. 11 illustrates the cooperation of the fluid coupling according to the invention with a squirrel-cage motor. Assuming a transmission-free connection between the motor and the pump wheel, the abscissa values represent both the pump wheel speed n and the equally large motor speed n o; The curve 41 indicates the course of the engine torque over the speed, u. between assuming constant voltage (no voltage drop).
When starting the engine from standstill, due to the static partial emptying and later due to the additional dynamic partial emptying of the working space, the torque transmitted by the clutch only increases according to the lower approx. parabolic curve 42 until reaching the upper switching speed o. S. at point A (strongly drawn lines). The rotary slide valves 12 now close and the chamber 6 empties into the working space 7, so that from now on the transmitted clutch torque increases more steeply than before after curve 43 and reaches point C via point B on the engine torque line 41. The upper parabola 44 running through this point C corresponds to the full transmission capacity of the clutch after the emptying of the chamber 6 has ended.
The following processes during start-up of the machine take place in a known manner.
In the event of a voltage drop, a weaker motor characteristic 45, shown here with dashed lines, applies. When the motor is started, the lower parabola 42 is now traveled up to the upper switching speed at point A. After the rotary valve 12 has been closed, the transmitted clutch torque increases as a result of the emptying of the chamber 6 via point D on the weakened motor characteristic line up to point E.
Thus, the lower switching speed is u due to engine depression. S. reached, the rotary valve 12 open and the clutch torque is reduced along the line 46 due to the backfilling of the chamber 6. This relieves the load on the engine and its speed rises again up to the upper switching speed o. S. at point F.
Due to the emptying of chamber 6, which now begins again, the clutch loads the engine again, so that the curve FDE-46 described is cycled on, the tilting torque corresponding to point E being made available each time for the working machine to break loose, but in Under no circumstances can an inadmissible pushing of the motor to a speed significantly below the tipping point E occur. Without this relief effect, an operating point G would be set which is undesirable because of its high power consumption and because of the reduced torque.
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